Đồ án tốt nghiệp thiết kế hệ thống phanh ABS trên xe buýt

§å ¸n tèt nghiÖp

MỤC LỤC
Lời nói đầu…………………………………………………………………….2
Đặt vấn đề………………………………………………………….…………..4
Chương 1: Lựa chọn phương án thiết kế……………...……...…………..6
1. Lựa chọn cơ cấu phanh……………………………………………………...6
2. Lựa chọn dẫn động phanh………..…………………………………………8
3. Sơ đồ bố trí hệ thống phanh thuỷ khí…….……………………………...11
Chương 2: Tính toán cơ cấu phanh và dẫn động phanh cơ bản…….....13
A. Tính toán cơ cấu phanh…………..……………………………………..14
B. Tính toán dẫn động phanh………………………………………………29
Chương 3: Lựa chọn kết cấu và sơ đồ bố trí ABS………………………33
1. Tầm quan trọng của hệ thống ABS.……………………………………..33
2. Các phương án lựa chon sơ đồ…………………………...……………...36
3. Cơ sở lựa chọn sơ đồ…………………………………………………….40
4. Phân tích sơ đồ thiết kế………………………………………………….43
Chương 4: Nguyên lý làm việc của hệ thống ABS thiết kế……………….45
1. Nguyên lý hoạ động của một mạch điều khiển ABS……….…………...45
2. Nguyên lý làm việc của hệ thống ABS thiêt kế…………...…………….46
3. Các bộ phận chức năng của hệ thống ABS………..…………………….51
Chương 5: Cấu tạo và nguyên lý làm việc của kết cấu chọn………..……61
1. Van phân dòng và bảo vệ hai ngả…………..…………………………...61
2. Van phân dòng và bảo vệ bốn ngả……………………..………………..62
3. Van phân phối……………………………………………………………..65
4. Xy lanh khí nén thuỷ lực………………….………………………..……...68
5. Cơ cấu phanh………………………………………………………………70
Chương 6: Quy trình công nghệ gia công chi tiết……………………...….72
Kết luận……………………………………………………………………...79
Tài liệu tham khảo………………………………..…………………………80

LỜI NÓI ĐẦU
_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
1


§å ¸n tèt nghiÖp
Ngày nay không nằm ngoài xu thế của các quốc gia trên thế giới Việt
Nam cũng đang hội nhập mạnh mẽ với mục đích phát triển kinh tế với bằng
chứng cụ thể là việc ra nhập WTO năm vừa qua. Và thực tế trong vài năm trở
lại đây kinh tế Việt Nam đã có nhừng bước nhẩy vọt với GDP hàng năm tăng
từ 7-8%. Với tốc độ phát triển như vậy nhu cầu vận chuyển hàng hoá, đi lại
của con người là rất lớn. Chính vì vậy mà giao thông vận tải rất được chính
phủ quan tâm phát triển với nhiều tuyến đường cao tốc được mở ra, như vậy
có thể nói rằng mạng lưới giao thông vận tải là mạch máu của một quốc gia,
một quốc gia muốn phát triển nhất thiết phải phát triển mạng lưới giao thông
vận tải. Trong hệ thống giao thông vận tải của chúng ta ngành giao thông
đường bộ đóng vai trò chủ đạo và phần lớn lượng hàng và người được vận
chuyển trong nội địa bằng ôtô. Tuy kinh tế có phát triển nhưng thu nhập của
người dân vẫn còn thấp, cộng với sự chưa đáp ứng được của ngành giao thông
so với nhu cầu đi lại rất lớn của con người do đó mà việc đi lại bằng xe tư
nhân vẫn ít so với dân số của nước ta, vì vậy mà hiện nay chúng ta chủ yếu đi
lại bằng xe công cộng đặc biệt là xe buýt chạy đường dài liên tỉnh.
Bên cạnh những mặt tích cực to lớn của ô tô đối với đời sống con người
thì còn tồn tại những vấn đề đáng lo ngại mà ô tô gây ra như ô nhiễm môi
trường và đặc biệt là tai nạn giao thông gây thiệt hại tài sản cũng như tính
mạng con người. Theo thống kê thì trong tai nạn giao thông đường bộ có 10 15% do hư hỏng máy móc, trục trặc về kĩ thuật. Trong nguyên nhân do hư
hỏng máy móc, trục trặc về kĩ thuật thì tỷ lệ tai nạn do các cụm của ôtô gây
nên được thống kê như sau:

Phanh chân

Phanh tay

4,9 ữ 16,1 %

Lái

4,9 ữ 19,2 %

Ánh sáng

2,3 ữ 8,7 %

Bánh xe

2,5 ữ 10 %

Các hư hỏng khác

52,2 ữ 74,4 %

2 ữ 18,2 %

Từ các số liệu nêu trên thấy rằng, tai nạn do hệ thống phanh chiếm tỷ lệ
lớn nhất trong các tai nạn do kĩ thuật gây nên. Cũng vì thế mà hiện nay hệ
_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
2

§å ¸n tèt nghiÖp
thống phanh ngày càng được cải tiến, tiêu chuẩn về thiết kế chế tạo và sử dụng
hệ thống phanh ngày càng nghiêm ngặt và chặt chẽ.
Với ô tô buýt lớn vận tải đường dài thì hệ thống phanh cần được đặc biệt
quan tâm bởi lí do thứ nhất là tính chất vận chuyển con người cần có độ an
toàn cao để có thể đảm bảo cho hành khách, thứ hai là do xe có tải trọng lớn
(quán tính lớn) nên rất khó điều khiển đặc biệt khi chạy đường dài người lái xe
dễ mệt mỏi dẫn đến phản xạ kém làm mất an toàn cho người đi đường cũng
như hành khách trên xe. Vì vậy khi thiết kế hệ thống phanh cho xe loại này
cần quan tâm đến tính ổn định của hệ thống phanh.
Trên cơ sở đó em đã được giao đề tài:
“ Thiết kế hệ thống phanh cho ô tô buýt tiêu chuẩn 38-44 chỗ ngồi, chạy
đường dài có ABS”
Nhận thức được tầm quan trọng của hệ thống phanh đặc biệt đối với xe
buýt chở khách đường dài, với nhiệm vụ được giao em đã tiến hành thực hiện
các nội dung sau: Lựa chọn và tính toán cơ cấu phanh, dẫn động phanh từ đó
lựa chọn ra sơ đồ có bố trí ABS cần thiết kế. Phân tích sự làm việc của hệ
thống ABS và cuối cùng là thiết kế quy trình công nghệ gia công cho một chi
tiết.
Đề tài được tiến hành tại bộ môn Ô tô trường Đại học Bách Khoa Hà Nội.
Sau hơn ba tháng thực hiện, với sự cố gắng, nỗ lực của bản thân em cùng với
sự chỉ bảo tận tình của thầy giáo hướng dẫn em đã hoàn thành công việc yêu
cầu của đồ án tốt nghiệp. Tuy nhiên với kiến thức và kinh nghiêm còn hạn chế
nên đồ án còn nhiều thiếu sót, em mong được các thày chỉ bảo thêm.
Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo Nguyễn Khắc Trai và các thầy
trong bộ môn đã giúp đỡ, hướng dẫn tận tình và tạo mọi điều kiện tốt nhất để
em hoàn thành đồ án tốt nghiệp của mình!
Hà nội ngày 31 tháng 05 năm 2008
ĐẶT VẤN ĐỀ:

_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
3


Đồ án tốt nghiệp
ễ tụ núi chung l phng tin giao thụng vn ti ng b cú kh nng vn
ti hng hoỏ, hnh khỏch phc v mc ớch phỏt trin kinh t xó hi, quõn s.
Hin nay ụ tụ rt a dng v chng loi cng nh kt cu.
ễ tụ buýt l phng tin vn ti cú ng c c dựng vi mc ớch
chuyờn ch hnh khỏch, v hnh lý ca h, s lng ch nhiu hn 9. Tu vo
mc ớch s dng m ụ tụ buýt c chia lm ụ tụ buýt loi nh, ụ tụ buýt tiờu
chun, ụ tụ buýt hai tng, hai thõn.
Theo yờu cu thit k loi ụ tụ buýt tiờu chun l ụ tụ dựng vn ti hnh
khỏch trong thnh ph vi khong cỏch vn chuyn ngn ( chiu cao sn xe
thp ) hay liờn tnh, ng di, du lch chuyờn dng ( chiu cao sn xe cao ).
Phn ln ụ tụ buýt loi ny b trớ ng c nm phớa sau, cú kớch thc chiu
di t 9-12(m). Xe cú 38-44 ch ngi l xe loi va cú chiu di< 12m, khi
lng ton b<17,5 tn. Tu thuc chc nng, tớnh cht vn ti hnh khỏch m
ngi ta b trớ t 1 n 3 ca lờn xung vi mc rng hp khỏc nhau v b
trớ gh ngi cng khỏc nhau.
Vi chc nng vn chuyn ng di nờn ngi ta b trớ gh ngi cho hnh
khỏch m khụng b trớ khụng gian ng nh xe vn chuyn trong thnh ph.
V b trớ 2 ca lờn xung nh.

Ô tô buýt loạ i tiêu chuẩn, vận tải đu'ờng dài

H thng phanh trờn ụ tụ l mt trong nhng h thng m bo an ton
chuyn ng ca ụ tụ, vi cụng dng chớnh nh: Gim dn tc hoc dng

hn xe li khi ang chuyn ng, hay cú th gi cho xe ng yờn trờn ng
dc trong khong thi gian di m khụng cn cú s cú mt ca ngi lỏi xe.
Ngy nay hu ht h thng phanh trờn ụ tụ ó c b trớ h thng ABS.
_________________________________________________________________________
Thiết kế hệ thống phanh cho ô tô buýt có ABS
4


§å ¸n tèt nghiÖp
Hệ thống ABS được sử dụng với mục đích nâng cao hiệu quả phanh cho ô tô
trong mọi trường hợp chuyển động, cụ thể bao gồm: Rút ngắn quãng đường
phanh và đảm bảo nâng cao tính ổn định chuyển động của ô tô khi phanh.
Hệ thống ABS được gọi theo các chữ viết tắt của tiếng anh “ Anti-Lock
Brake System” và được hiểu là thiết bị chống trượt lết bánh xe khi phanh.
Do đặc điểm của xe thiết kế là xe buýt chở khách nên đòi hỏi tính an toàn
rất cao vì vậy hệ thống phanh kể cả phanh chân và phanh tay phải được thiết
kế hoàn thiện nhằm thoả mãn những yêu cầu cơ bản sau để đảm bảo an toàn
cao cho hành khách và đồng thời đảm bảo giá thành sản phẩm hợp lý:
- Đảm bảo hiệu quả phanh cao: Điều khiển theo ý muốn khi phanh chậm
dần hay có quãng đường phanh ngắn nhất, gia tốc chậm dần của ô tô cao khi
phanh ngặt.
- Quá trình phanh phải êm dịu, sự thay đổi gia tốc phanh phải đều đặn
nhằm đáp ứng tính điều khiển, tính ổn định của ô tô trong mọi trạng thái hoạt
động.
- Điều khiển nhẹ nhàng, dễ dàng
- Hiệu quả phanh ít thay đổi kể cả khi phanh liên tục nhiều lần.
- Có độ tin cậy cao ngay cả khi có một phần trong hệ thống bị hư hỏng thì
hệ thống vẫn có khả năng dừng ô tô.
- Dẫn động phanh có độ nhạy cao.
- Đảm bảo việc phân bố mômen trên các bánh xe phải theo quan hệ để tận

dụng trọng lượng bám khi phanh ở những cường độ khác nhau.
Với xe yêu cầu thiết kế do dẫn động bằng khí nén nên đòi hỏi phải lựa
chọn phương án hợp lí nhằm khắc phục phần nào nhược điểm chậm tác dụng
của hệ thống phanh. Và nâng cao tính ổn định của ô tô khi phanh để có thể
nâng cao tính an toàn cho hành khách.

_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
5


§å ¸n tèt nghiÖp

CHƯƠNG I
LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
Lựa chọn phương án thiết kế hệ thống phanh dùng cho ô tô buýt tiêu
chuẩn: 38-44 chỗ ngồi là lựa chọn cơ cấu phanh, dẫn động phanh, và từ đó
chọn sơ đồ bố trí.
Vì vậy ta phải phân tích kết cấu, nguyên lý cũng như ưu điểm, nhược
điểm của các cơ cấu phanh, dẫn động phanh để từ đó làm cơ sở chọn lựa
phương án hợp lý.
1.LỰA CHỌN CƠ CẤU PHANH
Cơ cấu phanh có nhiệm vụ tạo ra mômen phanh cần thiết nhằm chuyển
động năng của ô tô thành các dạng năng lượng khác( thường chuyển thành
nhiệt) trong quá trình sử dụng cơ cấu phanh là bộ phận trực tiếp làm giảm tốc
độ góc của bánh xe ôtô.
Cơ cấu phanh trên ôtô buýt chủ yếu có hai dạng: dạng tang trống và dạng
đĩa.
Do đặc điểm của xe thiết kế là xe khá lớn với tải trọng toàn bộ là 13,08
tấn và yêu cầu về độ an toàn cao do đó lựa chọn cơ cấu phanh phải thoả mãn

những yêu cầu cụ sau: Đảm bảo khả năng tạo ra mômen phanh cao và ổn định
trong các điều kiện làm việc như phanh gấp, phanh trên dốc dài, đồng thời có
lực điều khiển vào cơ cấu phanh nhỏ.
Đối với cơ cấu phanh dạng đĩa có những nhược điểm là: khó có thể tránh
bụi bẩn và đất cát vì đĩa phanh không được che đậy kín, bụi bẩn sẽ lọt vào khe
hở giữa má phanh và đĩa phanh khi ôtô đi vào chỗ lầy lội làm giảm ma sát
giữa đĩa phanh và má phanh khi phanh, phanh sẽ kém hiệu quả. kích thước của
má phanh bị hạn chế, nên cần có áp suất dầu rất lớn để tạo đủ lực phanh khi đó
má phanh phải chịu được ma sát và nhiệt lớn hơn. Lực phanh do phanh dạng
đĩa tạo nên nhỏ do không có khả năng tự xiết, nên cần có áp suất dầu rất cao
để đảm bảo đủ lực dừng xe cần thiết. Vì vậy đường kính pittông trong xi lanh
_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
6


§å ¸n tèt nghiÖp
bánh xe phải lớn, đồng thời lực tác dụng của người lái lên bàn đạp cũng phải
lớn. Những nhược điểm này đã không đáp ứng được các yêu cầu cho cơ cấu
phanh lựa chọn mà ta đã nêu.
Với cơ cấu phanh dạng tang trống do có những ưu điểm là mômen phanh
sinh ra lớn, ổn định, lực điều khiển tác dụng vào cơ cấu phanh nhỏ. Vì vậy ta
lựa chọn cơ cấu phanh dạng tang trống làm cơ cấu phanh thiết kế.
Trong cơ cấu phanh dạng tang trống có các loại khác nhau như: cơ cấu đối
xứng qua trục, cơ cấu đối xứng qua tâm, cơ cấu loại bơi, cơ cấu loại tự cường
hoá
Qua phân tích kết cấu loại cơ cấu phanh loại guốc chúng ta thấy rằng tùy
theo sự bố trí các guốc phanh và điểm tựa sẽ được hiệu quả phanh (mômen
phanh) khác nhau mặc dù kích thước guốc phanh như nhau. So với loại cơ cấu
phanh loại guốc đối xứng qua trục các cơ cấu phanh loại guốc đối xứng qua

tâm, loại bơi hay loại tự cường hoá có ưu điểm là hiệu quả phanh khi ôtô
chuyển động tiến tăng hơn từ 1,6 đến 3,6 lần (khi chuyển động lùi có thể hiệu
quả phanh giảm đi tùy theo kết cấu nhưng không làm ảnh hưởng nhiều vì khi
ôtô chạy lùi thường có tốc độ thấp nên yêu cầu mômen phanh ít hơn) nhưng
nhược điểm của chúng so với cơ cấu phanh loại đối xứng qua trục là kết cấu
khá phức tạp, giá thành đắt, khó chăm sóc bảo dưỡng.
Ở trường hợp này, khi thiết kế cho xe buýt ta có thể bố trí kích thước cơ
cấu phanh lớn, đáp ứng chỉ tiêu về thiết kế đơn giản, dễ dàng bảo dưỡng và
sửa chữa và tính kinh tế hợp lý ta chọn cơ cấu phanh guốc loại đối xứng qua
trục cả ở cầu trước và cầu sau của ôtô.

_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
7


§å ¸n tèt nghiÖp

1

2

3

4 5

6 7 8 9 10
E

E

A
A

B

B

Hình 1.1: Cơ cấu phanh guốc đối xứng qua trục mở guốc phanh
bằng 1 xy lanh thuỷ lực
1. Guốc phanh.

4. chốt

7. Lò xo

2. Đệm chắn bụi

5. xy lanh

8. trống phanh

3. piston

6. phớt chắn dầu

9. Lò xo hồi vị

10. Má phanh

2.LỰA CHỌN DẪN ĐỘNG PHANH
2.1.Dẫn động phanh kiểu cơ khí
Hệ thống phanh dẫn động cơ khí có ưu điểm kết cấu đơn giản nhưng
không tạo được mômen phanh lớn do hạn chế lực điều khiển của người lái,
thường chỉ sử dụng ở cơ cấu phanh dừng (phanh tay).
2.2.Dẫn động phanh kiểu thủy lực
_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
8


§å ¸n tèt nghiÖp
Dẫn động phanh thuỷ lực là sử dụng truyền động thuỷ tĩnh nối liền từ cơ
cấu điều khiển tới xy lanh bánh xe, thực hiện điều khiển các bộ phận tạo ma
sát trong cơ cấu phanh.
Hệ thống phanh thủy lực thường gặp trên ô tô tải nhỏ( khối lượng toàn bộ
không quá 8 tấn).
Hệ thống phanh dẫn động thủy lực có các ưu điểm:
– Thời gian chậm tác dụng ngắn.
– Tạo được lực ép tại các cơ cấu phanh đồng đều và đồng thời, làm
tăng tính ổn định của ô tô khi phanh.
– Kết cấu gọn nhẹ.
– Có khả năng ứng dụng đa dạng trên nhiều loại ôtô khác nhau khi chỉ
cần thay đổi cơ cấu phanh.
Nhược điểm:
– Tỷ số truyền của dẫn động không lớn nên không thể tăng lực điều
khiển lên cơ cấu phanh, vì vậy cần có lực điều khiển và hành trình
bàn đạp phanh lớn hoặc phải dùng trợ lực.
– Hiệu suất truyền động sẽ giảm ở nhiệt độ thấp.
2.3.Dẫn động phanh kiểu khí nén

Dẫn động phanh khi nén sử dụng truyền động khí nén nối liền từ cơ cấu
điều khiển tới bầu phanh bánh xe thực hiện điều khiển các bộ phận tạo ma sát
trong cơ cấu phanh.
Hệ thống phanh dẫn động bằng khí nén có ưu điểm là lực tác dụng lên
bàn đạp rất bé. Trong dẫn động phanh bằng khí nén lực điều khiển trên bàn
đạp chủ yếu dùng để điều khiển van phân phối còn lực tác dụng lên cơ cấu
phanh do áp suất khí nén tác dụng lên bầu phanh thực hiện.
Dễ dàng bố trí tự động điều khiển.
Nhược điểm của hệ thống phanh khí nén là số lượng các cụm khá nhiều,
kích thước lớn và giá thành cao, độ nhậy kém, nghĩa là thời gian hệ thống

_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
9


§å ¸n tèt nghiÖp
phanh bắt đầu làm việc kể từ khi người lái bắt đầu tác dụng khá lớn do không
khí bị nén khi chịu lực.
2.4.Dẫn động phanh kiểu kết hợp khí nén – thủy lực
Dẫn động phanh kiểu này có 2 dạng:
+ Dẫn động thuỷ lực trợ lực bằng khí nén: Việc kết hợp này vẫn giữ được
các ưu điểm của kiểu dẫn động thuỷ lực ngoài ra dã tạo được ưu điểm là giúp
người lái điều khiển nhẹ nhàng hơn tuy nhiên nếu cần mômen phanh lớn thì
ưu điểm này cũng không đáng kể do đó không khắc phục được nhiều nhược
điểm của hệ thống phanh thuỷ lực khi sử dụng cho ô tô có trọng tải lớn.
+ Dẫn động thuỷ lực điều khiển bằng khí nén:
Hệ thống phanh dạng này thường gặp trên ô tô tải, ô tô buýt loại vừa
( khối lượng toàn bộ từ 6 tấn trở lên ).
Hệ thống phanh loại này dùng chất lỏng điều khiển cơ cấu phanh thông

qua xylanh bánh xe như hệ thống phanh thuỷ lực, việc tạo áp lực cho chất lỏng
nhờ hệ thống cung cấp khí nén qua van phân phối và xy lanh khí nén.
Hệ thống phanh dẫn động thuỷ lực điều khiển bằng khí nén phối hợp cả
ưu điểm và khắc phục nhược điểm của phanh khí và phanh dầu cụ thể là:
+ Tạo được mômen phanh lớn mà phanh dầu không tạo được do lực
điều khiển ở đây là áp suất lớn của khí nén.
+ Do đã cắt ngắn được hành trình của khí nén nên kết cấu đỡ cồng
kềnh hơn hệ thống khí nén đơn thuần mà vẫn phát huy được ưu điểm của
nó như việc điều khiển nhẹ nhàng.
+ Độ nhạy cao do tận dụng được ưu điểm của hệ thống phanh thuỷ lực.
Đặc biệt quan trọng là hệ thống cho phép dùng chung nhiều cụm của hệ
thống phanh khí nén theo tiêu chuẩn đồng hoá của nhà sản xuất và đáp ứng dễ
dàng các điều kiện phanh theo điều kiện quốc tế.
Phanh thủy khí có những nhược điểm ở phần truyền động thủy lực là: ở
nhiệt độ thấp hiệu suất giảm, chăm sóc kĩ thuật phức tạp như khi kiểm tra mức
dầu và thoát không khí khỏi truyền động…
_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
10


§å ¸n tèt nghiÖp
2.5.Kết luận
Từ các phân tích trên ta thấy dẫn động phanh kiểu thuỷ lực điều khiển
khí nén là có nhiều ưu điểm nhất, đáp ứng được các yêu cầu về mômen phanh,
lực điều khiển và độ nhậy khi dùng trên ôtô buýt 38-44 chỗ ngồi đảm bảo chỉ
tiêu an toàn ngày càng cao trong lưu thông đường bộ hiện nay.
3.SƠ ĐỒ BỐ TRÍ CỦA HỆ THỐNG PHANH THỦY KHÍ
Ta chọn sơ đồ cơ sở bố trí như hình 1.2:
Nguyên lý hoạt động:

Máy nén khí 1 được dẫn động bởi động cơ, khí nén được điều chỉnh áp
suất bởi bộ điều chỉnh 2 và được sấy khô bởi bộ sấy 3 trước khi vào bình chứa
khí 4. Khi phanh người lái tác động lên bàn đạp phanh van phân phối 7 mở
cung cấp khí nén tới các xy lanh khí nén thuỷ lực 6 có van xả khí nhanh 5. các
van điều khiển thuỷ lực chuyển áp suất khí nén thành áp suất dầu phanh đến
các xy lanh 8 của các cơ cấu phanh cầu trước và sau. Tại các xy lanh bánh xe
áp suất dầu tạo lực ép đẩy piston áp guốc phanh vào trống phanh thực hiện quá
trình phanh.

_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
11


§å ¸n tèt nghiÖp

a

2

3

4
e

1

b

d

5 6

7

c

9
f

8

Hình 1.2: Hệ thống phanh thuỷ lực điều khiển bằng khí nén
a. Nguồn cung cấp bình chứa khí dự trữ

1. Máy nén khí

b. Cụm điều khiển

2. Bộ điều chỉnh áp suất

c. Xy lanh khí nén thuỷ lực có van điều

3. Bộ sấy khô khí nén

khiển xả khí nhanh

4. Bình chứa khí nén

d. Cơ cấu chấp hành

5. Van xả khí nhanh

e. Các đường dẫn khí

6. Xy lanh khí nén thuỷ lực

f. Các đường dẫn dầu

7. Van điều khiển khí nén

8. Xy lanh công tác

9. Bánh xe

CHƯƠNG II
_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
12


§å ¸n tèt nghiÖp

TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH
VÀ DẪN ĐỘNG PHANH CƠ BẢN
Tham khảo các số liệu ban đầu theo ô tô buýt tiêu chuẩn DEAWOO BUS
loại BH115E.
ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT
Chiều dài cơ sở
(mm)

Trọng lượng không tải( Go)
( N)
Trọng lượng tổng cộng cho phép

6100
105500

(G max )
(N)
Vận tốc lớn nhất
(Vmax) (km/h)
Thể tích công tác của các xy lanh cho

114

Một động cơ

(dm 3

)
Công suất lớn nhất/ ở số vòng quay
(Ne/ne)
(kW/vòng/phút)
Mômen xoắn lớn nhất/ ở số vòng quay
(Me/ne)
Khả năng
α

vượt

(Nm/vòng/phút)
dốc lớn nhất

o

Bán kính quay vòng nhỏ nhất R min (m)
Kích thước bao ngoài
( mm)
DxRxC: dài x rộng x cao
Chiều rộng cơ sở( ở cầu trước/ ở cầu sau
B( F/R)
(mm)
Số lượng người: SL
( người)
Typ động cơ
Typ ô tô
Lốp trước
Lốp sau
Tải trọng phân bố lên cầu trước
Đầy tải

(G1)

Tải trọng phân bố lên cầu sau

N

130800

11,051

230/2220
81,5/1400
16015'

10,2
11550x2490x3225
2380/1970
39+1
DE12(DE12ti)
BH115E
10.00-20-16PR
10.00-20-16PR
51700
79100

_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
13


§å ¸n tèt nghiÖp
Đầy tải

(G2)

N

A- TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH

I-Xác định mô men cần thiết sinh ra ở các cơ cấu phanh
Lực phanh tại bánh xe đạt được giá trị lớn nhất khi bánh xe bắt đầu trượt
lết, trong quá trình trượt mômen phanh không tăng được nữa mà thậm chí còn
có xu hướng giảm. Vì vậy người ta thường tính toán mômen phanh cần thiết
tại các bánh xe sao cho tận dụng được tối đa khả năng bám của bánh xe
Mô men phanh cần thiết sinh ra ở các cơ cấu phanh phải đảm bảo giảm
được tốc độ hoặc dừng hẳn ôtô với gia tốc chậm dần trong giới hạn cho phép.
Với cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả các bánh xe thì mô men phanh tính
toán cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh ở cầu trước là:
M p1 =

1
m1G1ϕ .rbx
2

Ở cầu sau là:
M p2 =

1
m2G2ϕ .rbx
2

Với: G1 , G2 : Lần lượt là trọng lượng tĩnh trên cầu trước và cầu sau khi đầy
tải.( N )
G1 = 51700 N

G2 = 79100 N ;

ử – hệ số bám của bánh xe với mặt đường khi thiết kế lấy ử = 0,75;
rbx- bán kính làm việc trung bình của bánh xe

Với cỡ lốp xe cả bánh trước và bánh sau: 10.00-20-16PR
Ta có: - Chiều rộng lốp xe: B = 10 inches
- Đường kính vành bánh xe: d1 = 20 inches
⇒ Bán kính làm việc trung bình của bánh xe:
rbx= λ . (H+d⁄ 2).25,4 (mm),
(λ = 0,945 là hệ số kể đến sự biến dạng của lốp)
H: chiều cao của lốp xe
_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
14


§å ¸n tèt nghiÖp
- Chọn Lốp loại có H/B = 1 ⇒ H = 10 inches
Vậy:

rbx = 0,945( 10 + 20/2 )25,4 = 480,1 mm = 0,480 (m).

m1 là hệ số phân bố lại tải trọng cầu trước khi phanh:
m2 là hệ số phân bố lại tải trọng cầu sau khi phanh:
Theo kinh nghiệm đối với xe buýt tính toán ta chọn:
m1 = 1,28; m2 = 1 ;
Như vậy:
Mômen phanh sinh ra ở một cơ cấu phanh ở mỗi bánh xe trước là:
M p1 =

1
1
m1G1ϕ .rbx = .1, 28.51700.0, 75.0, 480 = 11912 Nm
2

2

Mômen phanh sinh ra ở một cơ cấu phanh ở mỗi bánh xe sau là:
M p1 =

1
1
m1G1ϕ .rbx = .1.79100.0, 75.0, 480 = 14237 Nm
2
2

II-Xác định lực tác dụng lên guốc phanh bằng phương pháp
họa đồ
1-Xác định góc (ọ) và bán kính (ρ) và các thông số hình học
của cơ cấu phanh:
Góc ọ (góc tạo bởi trục ox với đường đi qua tâm O với điểm đặt lực):
tgδ =

cos 2 β1 − cos 2β 2
2β 0 − sin 2 β1 − sin 2 β 2

Với: õ1- góc tính từ tâm chốt quay guốc phanh đến chỗ tán tấm ma sát;
õ0- góc ôm của tấm ma sát;
õ2 = õ1 + õ0.
Bán kính ủ của lực tổng hợp:
ρ=

2rt ( cos β1 − cos β 2 )
(2β 0 + sin 2 β1 − 2sin β 2 ) 2 + (cos 2 β1 − cos 2 β 2 ) 2

Với: rt – bán kính của tang trống tham khảo xe tương tự ⇒ rt = 200 mm

a-Đối với cơ cấu phanh cầu trước
_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
15


§å ¸n tèt nghiÖp
-Má trước:
 β1' = 21°
 '
Tham khảo ta chọn  β0 = 118° = 2, 058rad
 '
'
'
 β 2 = β1 + β 0 = 139°
tgδ1' =

cos 2.21° − cos 2.139°
= 0,105
2.2, 058 + sin 2.21° − sin 2.139°

⇒ δ1' ≈ 6°

ρ1' =

2.200 ( cos 21° − cos139° )
(2.2, 058 + sin 2.21° − 2sin139°) 2 + (cos 2.21° − cos 2.139°) 2

= 232, 44(mm).

-Má sau:
 β1'' = 29°
 ''
Ta chọn  β 0 = 106° ≈ 1,326rad
 ''
''
''
 β 2 = β1 + β 0 = 135°
tgδ1'' =

cos 2.29° − cos 2.135°
= 0,194
2.1,326 + sin 2.29° − sin 2.135°

⇒ δ1'' ≈ 11°

ρ1'' = 214, 29(mm).

b-Đối với cơ cấu phanh cầu sau
-Má trước:
Ta chọn

tgδ 2' =

 β1' = 20°
 '
 β 0 = 120° ≈ 2, 093rad
 '

'
'
 β 2 = β1 + β 0 = 140°

cos 2.20° − cos 2.140°
= 0,102
2.2, 093 + sin 2.20° − sin 2.140°

⇒ δ 2' ≈ 5°50 '

ρ 2' ≈ 233,37(mm).

-Má sau:

_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
16


§å ¸n tèt nghiÖp
 β1'' = 25°
 ''
 β 0 = 110° ≈ 1, 744rad
 ''
'
'
 β 2 = β1 + β 0 = 135°

Ta chọn

tgδ 2'' =

cos 2.25° − cos 2.125°
= 0,19
2.1, 744 + sin 2.25° − sin 2.135°

⇒ δ 2'' ≈ 10°45'

ρ 2'' ≈ 223,82(mm).

2-Xác định góc ử ở các cơ cấu phanh:
Khi đã chọn trước thông các số kết cấu (õ1, õ2, õ0, r1) chúng ta tính được
góc ọ và bán kính ủ nghĩa là xác định được hướng và điểm đặt lực N (lực N
hướng vào tâm 0).
Lực R là lực tổng hợp của N, và T.
T

Góc ử được xác định như sau: tgϕ = N = µ .
Với ỡ là hệ số ma sát giữa tấm ma sát với tang trống, thường ỡ = 0,35. Như
thế là chúng ta đá xác định được góc ử ≈ 19º20’, nghĩa là xác định được hướng
của R. Góc ử má phanh trước và má phanh sau đều bằng nhau vì có cùng hệ số
ma sát như nhau. ϕ ' = ϕ '' = ϕ
Ta cũng có góc ϕ ở bánh trước và bánh sau bằng nhau.

3-Xác định bán kính r0 :
Bán kính r0 được xác định theo công thức:
r0 = ρ

µ
1+ µ 2

Đối với cơ cấu phanh cầu trước:
Đối với má trước:
r01' = 232, 44.

0,35
1 + 0,352

= 72, 48(mm).

Đối với má sau:
_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
17


§å ¸n tèt nghiÖp
r01'' = 214, 29.

0,35
1 + 0,352

= 66,82( mm).

Đối với cơ cấu phanh sau:
0,35

'
Đối với má trước: r02 = 233,37.

Đối với má sau:

r02'' = 223,82.

1 + 0,352
0,35
1 + 0,352

= 72, 77(mm).
= 69,83(mm).

4-Xây dựng họa đồ lực phanh:
Phanh dẫn động bằng thủy lực với một xi lanh công tác chung cho cả hai
pít tông dẫn động các guốc phanh trước và sau thì các lực tác động bằng nhau:
P ' = P '' = P

Thông số
α0
β1
β2
β0
a (mm)
c (mm)
δ0
ρ (mm)
r0 (mm)

Cơ cấu phanh trước
Má trước
Má sau

15
21
139
118
161
151
60
232,44
72,48

15
29
135
106
161
151
110
214,29
66,82

Cơ cấu phanh sau
Má trước
Má sau
15
20
140
120
161
151
5050’

233,37
72,77

15
25
135
110
161
151
10045’
233,82
69,83

• Cơ cấu phanh cầu trước

_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
18


§å ¸n tèt nghiÖp

Hoạ đồ lực phanh cơ cấu phanh cầu trước.

Đo trực tiếp các hình trên đoạn R1’ và R1’’ và tính tỷ lệ:
R1' 247,95
k = '' =
= 2,85
R1 86,92
 R1`' .r01' + R1'' .r01'' = M p1

Kết hợp ta có hệ phương trình:  '
''
 R1 − kR1 = 0
0, 07248 R1' + 0, 06682 R1'' = 11912

⇒ '
''

 R1 − 2,85R1 = 0
'
 R1 = 124356( N ) = 124, 4(kN )
Giải hệ phương trình ta được:  ''
 R1 = 43633( N ) = 43, 6(kN )

Trên họa đồ ta đo được giá trị của R1’ = 247,95mm vậy ta có tỷ lệ xích:
µTLt =

124, 4
= 0,5 ( N / mm )
247,95

Từ họa đồ lực phanh ta đo được:
P = 57,2 (mm) ; U1’= 197,8 (mm) ; U1’’= 35 (mm).
Ta tính được các lực còn lại:
_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
19


§å ¸n tèt nghiÖp

P = 57,2.0,5 = 28,6(kN);
U1’= 197,8.0,5 =98,9(kN);
U1’’= 35.0,5 =17,5(kN);
Cơ cấu phanh cầu sau
Đo trực tiếp các hình trên đoạn R2’ và R2” và tính tỷ lệ:
k=

R2' 237, 68
=
= 2,82
R2'' 84, 29

Hoạ đồ lực phanh cơ cấu phanh cầu sau.
'
'
'' ''
 R2 .r02 + R2 .r02 = M p 2
Kết hợp ta có hệ phươngtrình:  '
''
 R2 − kR2 = 0

'
''

0, 07277 R2 + 0, 06983 R2 = 14237
⇒ '
''

 R2 − 2,82 R2 = 0
 R2' = 145993( N ) = 146(kN )

Giải hệ phương trình ta được:  ''
 R2 = 51770( N ) = 51,8( kN )

Trên họa đồ ta đo được giá trị của R2’ = 237,68 vậy ta có tỷ lệ xích:
_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
20


§å ¸n tèt nghiÖp
µTLs =

146
= 0, 61( N / mm )
237, 68

Từ họa đồ lực phanh ta đo được:
P = 57,2 (mm) ; U2’= 189 (mm) ; U2”= 32,6 (mm).
Ta tính được các lực còn lại:
P = 57,2.0,61 = 34,9(kN);
U2’= 189.0,61 = 115,3(kN);
U2”= 32,6.0,61 = 19,9(kN);

III-Kiểm tra hiện tượng tự xiết
1-Đối với guốc trước của cơ cấu phanh, quan hệ giữa lực P và Mp có dạng:
M p' =

µρ ' P ' ( c cos α + a )
c ( cos δ ' + µ sin δ ' ) − µρ '

Biểu thức trên cho thấy, nếu: c ( cos δ ' + µ sin δ ' ) − µρ ' = 0 thì M p → ∞ .
Điều này có nghĩa là mô men phanh trên guốc phanh phía trước sẽ trở nên
vô cùng lớn, đây chính là hiện tượng tự xiết. Vậy điều kiện để xảy ra hiện
tượng tự xiết là:
µ=

c cos δ '
ρ ' − c sin δ '

Với: c – khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm chốt, c = 151 (mm);
– Như ở trên ta lấy µ = 0,35
Với cơ cấu phanh cầu trước
δ ' = 6°
⇒  1'
 ρ1 = 232, 44(mm)
⇒

151.cos 6°
= 0, 69 ≠ µ = 0,35
232, 44 − 151.sin 6°

Vậy là không có hiện tượng tự xiết xảy ra với guốc trước cơ cấu phanh cầu
trước.
Với cơ cấu phanh cầu sau

_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
21

§å ¸n tèt nghiÖp
δ 2' = 5°50 '
⇒ '
 ρ 2 = 233,37(mm)
151.cos 5°50 '
= 0, 69 ≠ µ = 0,35
233,37 − 151.sin 5°50 '

⇒

Vậy là không có hiện tượng tự xiết xảy ra với guốc trước cơ cấu phanh cầu
sau.
2-Đối với guốc sau của cơ cấu phanh ta có
M =
''
p

µρ '' P '' ( c cos α + a )

c ( cos δ '' − µ sin δ '' ) + µρ ''

=

µρ '' P '' ( c cos α + a )

c cos δ '' + µ ( ρ '' − sin δ '' )

Từ họa đồ ta có thể thấy ρ '' − c sin δ '' > 0 trong mọi trường hợp vì vậy:
c cos δ '' + µ ( ρ '' − sin δ '' ) > 0

Vậy là với guốc sau không bao giờ có hiện tượng tự xiết.

IV-Xác định các kích thước má phanh
Đối với phanh guốc, kích thước má phanh được xác định dựa trên các
điều kiện: Công ma sát riêng; áp suất lên bề mặt má phanh; Tỷ số p; Chế độ
làm việc của cơ cấu phanh.
Kích thước của má phanh phải được lựa chọn sao cho thoả mãn tất cả các
điều kiện trên:
1- Xác định kích thước má phanh cầu trước:
Ta chọn tỷ số p là điều kiện cơ sở để thiết kế má phanh:
Tỷ số p là tỷ số giữa khối lượng phân bố lên cầu trước khi đầy tải M 1 và
tổng diện tích các má phanh của cầu trước A∑1
Ta có:
Ta có:
Chọn
Vậy:

p=

M1
≤ [ p] :
A 1
∑

M1 =

51700
= 5270(kg )
9,81

p = 3,0.10 4 kg/m 2
M
5270
A 1= 1=
= 0,1757 m 2 = 1757cm 2
4
∑
p 3.10

_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
22


§å ¸n tèt nghiÖp
Từ đó ta có cơ sở chọn chiều rộng các má phanh ta có:
m

A∑1 = ∑ β 0i rt bi
i =1

Với: m – số lượng má phanh, m = 4;
õoi – góc ôm của má phanh thứ i ( rad);
rt – bán kính trống phanh, rt = 200 (mm).
bi – chiều rộng má phanh thứ i,
3,14
( 1180 + 760 ) × b1  × 200 = 175700(mm 2 )

180° 
⇔ 1353, 7.b1 = 175700 ⇒ b1 = 130mm

A∑1 = 2

2- Xác định kích thước má phanh cầu sau:
Ta chọn tỷ số p là điều kiện cơ sở để thiết kế má phanh:
Tỷ số p là tỷ số giữa khối lượng phân bố lên cầu sau khi đầy tải M 2 và
tổng diện tích các má phanh của cầu sau A∑ 2
M2
≤ [ p] :
A 2
∑

Ta có:

p=

Ta có:

M2 =

Chọn

p = 3,0.10 4 kg/m 2

Vậy:

79100
= 8063(kg )
9,81

M

8063
A 2= 2 =
= 0, 2688m 2 = 2688cm 2
4
∑
p
3.10

Từ đó ta có cơ sở chọn chiều rộng các má phanh ta có:
m

A∑ 2 = ∑ β0 i rt bi
i =1

Với: m – số lượng má phanh, m = 4;
õoi – góc ôm của má phanh thứ i ( rad);
rt – bán kính trống phanh, rt = 200 (mm).
bi – chiều rộng má phanh thứ i,

_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
23


§å ¸n tèt nghiÖp
3,14 
( 1200 + 1000 ) × b2  × 200 = 268800(mm2 )
180° 
⇔ 1535.b2 = 268800
A∑ 2 = 2

⇒ b2 = 175mm

3-Áp suất trên bề mặt má phanh
Áp suất trên bề mặt má phanh được giới hạn bởi sức bền của vật liệu:
Ta chỉ tính cho các má trước của cơ cấu phanh do chịu áp suất lớn hơn má
sau:
+ Cơ cấu phanh sau:
M p' 2

R2' × r0
q=
=
≤ [ q ] = 1,5 ÷ 2, 0( MN / m 2 )
2
2
µ .b2 .rt .β 0 µ .b2 .rt .β 0
146000 × 0, 07277
120°× 3,14
0,35 ×175.10−3 × 0, 22 ×
180°
2
⇒ q = 2( MN / m ) ∈1,5...2, 0( MN / m 2 ).
⇒q=

Như vậy cơ cấu phanh cầu sau hoàn toàn thoả mãn.
+ Cơ cấu phanh trước:
M p' 1

R1' × r0

q=
=
≤ [ q ] = 1,5 ÷ 2, 0( MN / m 2 )
2
2
µ .b1.rt .β0 µ .b1.rt .β 0
124400 × 0, 07248
118°× 3,14
0,35 ×130.10−3 × 0, 22 ×
180°
2
⇒ q = 2( MN / m ) ∈1,5...2, 0( MN / m 2 ).
⇒q=

Như vậy cơ cấu phanh cầu trước hoàn toàn thoả mãn.
4-Công ma sát riêng
Khi phanh ôtô đang chuyển động với vận tốc V0 cho tới khi dừng hẳn
(V=0) thì toàn bộ động năng của ôtô có thể được coi là đã chuyển thanh công
ma sát L tại các cơ cấu phanh:
G.V02
L=
2g

Với: G 1 = 51700 N là trọng lượng cầu trước khi đầy tải;
G 2 = 79100 N là trọng lượng cầu sau khi đầy tải
_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
24

§å ¸n tèt nghiÖp
V0= 60 (km/h) = 16,67(m/s) là tốc độ của ôtô khi bắt đầu phanh.
Công ma sát riêng được tính theo công thức:
+ Cầu trước:
l1 =

G1.V02 51700 ×16, 67 2
=
= 416,8( Nm / cm 2 ) = 416,8( J / cm 2 )
2 g . A∑1 2 × 9,81× 1757
l1 ∈ [ l ] = 400 ÷ 1000( J / cm 2 ) .

Vậy thỏa mãn điều kiện:
+ Cầu sau:

G2 .V02 79100 ×16, 67 2
l2 =
=
= 416,8( Nm / cm 2 ) = 416,8( J / cm 2 )
2 g . A∑ 2 2 × 9,81× 2688
2
Vậy thỏa mãn điều kiện: l2 ∈ [ l ] = 400 ÷ 1000( J / cm ) .

V-Tính toán nhiệt phát ra trong quá trình phanh
Trong quá trình phanh động năng của ôtô chuyển thanh nhiệt năng ở trống
phanh và một phần thoát ra môi trường không khí, phương trình cân bằng
năng lượng là :
G  V12 − V2 2 

÷ = mt .C.τ + At .∫ kt .dt

g
2

0
t

Khi phanh ngặt ở thời gian ngắn, nên lượng nhiệt toả ra ngoài không khí rất
nhỏ. Do đó ta có thể xác định sự tăng nhiệt độ trống phanh như sau:
2

2

G (V1 − V2 )
τ=
≤ [τ ] = 15 0 C
2 gmt .C

Sự tăng nhiệt độ của trống phanh khi phanh với V 1= 30 km/h, V2 = 0 km/h,
không quá 150.
τ - Độ gia tăng nhiệt độ.

G - Trọng lượng toàn bộ của ôtô khi đầy tải: G = 13080 N .
g – Gia tốc trọng trường . g = 9,81 m/s2.
C – Nhiệt dung riêng của trống phanh làm bằng gang, thép.
C = 500 J/kg.độ = 500 Nm/kg.độ
mt – Khối lượng trống phanh và các chi tiết bị nung nóng.
mt = 70 kg.
_________________________________________________________________________
ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho « t« buýt cã ABS
25